Московський ордена Леніна, ордена Жовтневої Революції
і ордена Трудового Червоного Прапора
Державний Технічний Університет імені М. Е. Баумана
Факультет КМК
Кафедра К3-КФ
Проектування приводу ланцюгового транспортера.
Студент _______________ (Бедняшов Р.В.)
Група МСХ-62
Консультант _______________ (Комаров І.А.)
м. Калуга 2005

Зміст
  2. Кінематична схема приводу стрічкового конвеєра 4
3. Вибір електродвигуна 5
4. Визначення потужності, крутного моменту і частоти обертання кожного вала приводу 7
5. Проектний та перевірочний розрахунок зубчастих передач 9
6. Визначення діаметрів валів 20
7. Вибір і перевірка підшипників кочення за динамічної вантажопідйомності. 21
8. Перевірочний розрахунок найбільш навантаженого валу на втомну міцність і жорсткість 23
9. Вибір і розрахунок шпонкових з'єднань 26
10. Література 28

2. Кінематична схема приводу стрічкового конвеєра

3. Вибір електродвигуна

1. Загальний коефіцієнт корисної дії:

- ККД пружною і компенсуючої муфти
- ККД передачі
-ККД зірочки
- ККД підшипника

2. Потужність електродвигуна:
кВт
де F _t = 5300 Н - окружне зусилля на барабані;
v = 0,68 м / с - швидкість ланцюгів транспортера;
За таблицею визначаємо, що Р _ел = 7,5 кВт.
3. Частота обертання приводного валу:
хв ^-1,
де n ₄ - частота обертання приводного валу [хв ^-1];
мм - діаметр зірочки;
4. Частота обертання е / д:
хв ^-1
де n _ед - попередня частота обертання е / д [хв ^-1];
U _заг - загальне передавальне число;
, Де
;
U _т = 4
Приймаються n _ед = 730 хв ^-1.
Вибираємо тип е / д 4А160S8/730, який має наступні параметри: Р _ед = 7,5 кВт, n _ед = 730 хв ^-1.

4. Визначення потужності, крутного моменту і частоти обертання кожного вала приводу

Визначимо потужності: кВт;
;
;
;
де - Потужність на валах редуктора, швидкохідного, проміжного, тихохідного валів і приводного валу, - Коефіцієнти корисної дії швидкохідної і тихохідної щаблі, муфти та зірочки відповідно.
Визначимо частоту обертання: ;
;
;
;
де - Частота обертання на валах редуктора, швидкохідного, проміжного, тихохідного валів і приводному валу, - Передавальне число, швидкохідної і тихохідної ступенів редуктора відповідно.
Визначимо крутні моменти: ;
;
;

де - Крутні моменти на валах редуктора швидкохідного, проміжного, тихохідного і приводного валів.
Результати розрахунків занесемо до таблиці 1.
Таблиця 1.

Вал	Потужність	Частота обертання	Крутний момент
1	2,18	750	27,7
2	2,09	172,5	115,76
3	2,01	43,13	444.5
4	1.91	43,13	422,4

5. Проектний та перевірочний розрахунок зубчастих передач

Розрахунок тихохідної ступені редуктора.

Матеріал колеса і шестерні - сталь 45 поліпшення. Таким чином, враховуючи, що термообробка зубчастих коліс - поліпшення, за таблицею 3.1 маємо:
для шестірні: , , ;
для колеса: , , ;
де - Твердість робочої поверхні зубів, і - Межа міцності матеріалу на розтяг і межа текучості матеріалу.
Визначимо коефіцієнти приведення на контактну витривалість і на згинальну витривалість за таблицею 4.1 літ. 1, враховуючи режим роботи № 0: ; .
Визначимо число циклів зміни напружень. Числа циклів зміни напруг відповідають тривалого межі витривалості. За графіком 4.3 визначаємо числа циклів на контактну і згинальну витривалість відповідно: , , .
Визначимо сумарне число циклів зміни напруг для шестірні і колеса відповідно: , Де і - Частота обертання шестірні й колеса відповідно; - Число входжень у зачеплення зубів шестірні або колеса відповідно за один його оборот.
Так як , То приймаємо .
Так як , То приймаємо .
Знайдемо еквівалентне число циклів зміни напружень для розрахунку на згинальну витривалість: , , Де - Коефіцієнти приведення на згинальну витривалість; - Сумарне число циклів зміни напруг для шестірні або колеса.
Так як , То приймаємо .
Так як , То приймаємо .
Визначимо допустимі напруження для розрахунків на витривалість. По таблиці 4.3 знаходимо, що , , , - Для шестірні і , , , - Зубчастого колеса,
де і - Тривалий межа контактної витривалості і коефіцієнт безпеки; і - Тривалий межа згинальної витривалості і коефіцієнт безпеки; Знайдемо граничні допустимі контактні і згинні напруги: , , , , Де - Межа текучості матеріалу колеса або шестерні;
Визначимо допустимі контактні напруги і напруги вигину при необмеженій ресурсі передачі: , , , , Де і - Тривалий межа контактної витривалості і коефіцієнт безпеки; і - Тривалий межа згинальної витривалості і коефіцієнт безпеки.
Перевіримо передачу на контактну витривалість і згинальну витривалість: , , , .
Вибираємо допускається контактне напруження як менше із значень: .

Приймаються
Визначимо попереднє значення міжосьової відстані:

де ψ _а = 0,4 - коефіцієнт ширини тихохідної щаблі.
= 4 - передавальне число ступені редуктора;
= 210.3 МПа - допустиме контактне напруження;
= 1.04 - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, визначаємо за рис. 6.2;
= 422.4Н м-крутний момент на валу колеса;
- Коефіцієнт навантаження на контактну витривалість, визначається наступним чином.
Знайдемо коефіцієнти навантаження на контактну і згинальну витривалість за формулами:
і ,
де і - Коефіцієнти концентрації навантаження по ширині зубчастого вінця;
і - Коефіцієнти динамічного навантаження (враховують внутрішню динаміку передачі).
- Для прірабативающіхся зубів при постійному навантаженні;
Коефіцієнт визначається за табл. 5.4 в залежності від виду передачі (в даному випадку циліндрична косозубая). Знаходимо, що і . Тепер знаходимо значення коефіцієнтів навантаження
і .
Приймаються а = 250 мм
Визначаємо робочу ширину колеса:
.
Ширина шестерні: .
Обчислимо модуль передачі за формулою:
, Де = 215.7МПа-згинальної напруга на колесі; , . Тоді . З стандартного ряду значень за ГОСТ 9563-60 вибираємо значення .
Визначимо мінімально можливий кут нахилу зуба .
Розраховуємо попереднє сумарне число зубів: . Округлюємо це число і отримуємо .
Визначаємо дійсне значення кута і порівнюємо його з мінімальним значенням:
.
Знайдемо число зубів шестерні і колеса , Враховуючи що мінімальне число зубів для косозубой циліндричної передачі ; .
Знайдемо фактичне передавальне число передачі: . Таким чином відхилення фактичного передавального числа даному ступені редуктора від номінального значення .
Перевіримо зуби коліс на згинальну витривалість. Для колеса отримаємо: де - Коефіцієнт навантаження при розрахунку на згинальну витривалість;
- Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, вибираємо з табл. 6.4;
- Коефіцієнт, що враховує форму зуба, знаходиться за табл. 6.2 літ. 1;
- Коефіцієнт, що враховує нахил зуба.
Порівнюємо отримане значення напруги з допускаються напругою при розрахунку на згин зубів колеса: .
Для шестірні: ,
де і - Коефіцієнти, що враховують форму зуба, визначаються за табл. 6.2.
Порівняємо отримане значення напруги з допускаються напругою при розрахунку на згин зубів шестірні: .
Визначимо діаметри ділильних кіл шестірні й колеса відповідно.
, ,
де - Модуль зубчастих коліс;
- Кут нахилу зуба;
Обчислимо діаметри кіл вершин зубів і западин зубів .
; ; ; .

Розрахунок швидкохідної ступені редуктора

Матеріал колеса і шестерні - сталь 45. Таким чином, враховуючи, що термообробка зубчастих коліс і шестерні - покращення, маємо:
для шестірні:, ;
для колеса:, ;
де - Твердість робочої поверхні зубів, - Межа текучості матеріалу.
Визначимо твердість зубців шестірні і колеса:
;
.
Визначимо коефіцієнти приведення на контактну витривалість і на згинальну витривалість за таблицею 4.1., враховуючи режим роботи № 3: ; .
Визначимо число циклів зміни напружень.
Визначимо сумарне число циклів зміни напруг для шестірні і колеса відповідно:
, ,
де -Ресурс передачі; і - Частота обертання шестірні й колеса відповідно; = = 1 - число входжень у зачеплення зубів шестірні або колеса відповідно за один його оборот.
Числа циклів зміни напруг відповідають тривалого межі витривалості. За графіком 4.3. визначаємо числа циклів на контактну і згинальну витривалість відповідно:
, , .
Визначимо еквівалентне число циклів зміни напружень для розрахунку на контактну витривалість:
,
де - Коефіцієнти приведення на контактну витривалість; - Сумарне число циклів зміни напруг для шестірні або колеса.
Так як , То приймаємо і , То
.
Визначимо еквівалентне число циклів зміни напружень для розрахунку на згинальну витривалість:
,
,
де - Коефіцієнти приведення на згинальну витривалість; - Сумарне число циклів зміни напруг для шестірні або колеса.
Так як і , То приймаємо .
Визначимо допустимі напруження для розрахунків на витривалість. По таблиці 4.3 знаходимо
для шестірні:
,

,
зубчастого колеса:
, ,
, ,
де і - Тривалий межа контактної витривалості і коефіцієнт безпеки; і - Тривалий межа згинальної витривалості і коефіцієнт безпеки; - Твердість зубців шестірні або колеса.
Визначимо граничні допустимі контактні і згинні напруги:
,

,

де - Межа текучості матеріалу колеса або шестерні; -Твердість зубців шестірні або колеса.
Перевіримо передачу на контактну витривалість:
, , , .
Приймаються допускається контактне напруження як менше значення:


.
Визначимо коефіцієнти навантаження на контактну і згинальну витривалість за формулами:
і ,
де і - Коефіцієнти концентрації навантаження по ширині зубчастого вінця; і - Коефіцієнти динамічного навантаження (враховують внутрішню динаміку передачі).
Відносна ширина зубчастого вінця знаходиться за формулою
,
= 4.5 - передавальне число даному ступені редуктора.
По таблиці 5.2. та 5.3, схеми 2 розташування зубчастих коліс відносно опор і варіанти співвідношення термічних обробок "a" знаходимо ,
Тоді


Значення визначаються за табл. 5.6
Коефіцієнт визначається за табл. 5.4 в залежності від виду передачі.
Приймаються 8-ю ступінь точності виготовлення передачі знаходимо, що
і .
Тепер знаходимо значення коефіцієнтів навантаження


Визначимо коефіцієнт ширини швидкохідної щаблі

Визначаємо робочу ширину колеса:
.
Ширина шестерні: .
Обчислимо модуль передачі за формулою:
,
де = 257.1 МПа - згинальної напруга на колесі; , . Тоді . З стандартного ряду значень за ГОСТ 9563-60 вибираємо значення .
Визначимо мінімально можливий кут нахилу зуба .
Розраховуємо попереднє сумарне число зубів: . Округлюємо це число і отримуємо .
Визначаємо дійсне значення кута і порівнюємо його з мінімальним значенням:
.
Знайдемо число зубів шестерні і колеса , Враховуючи, що мінімальне число зубів для косозубой циліндричної передачі ; .
Знайдемо фактичне передавальне число передачі: . Таким, чином відхилення фактичного передавального числа даному ступені редуктора від номінального значення .
Перевіримо зуби коліс на згинальну витривалість. Для колеса отримаємо: де - Коефіцієнт навантаження при розрахунку на згинальну витривалість;
- Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, вибираємо з табл. 6.4;
- Коефіцієнт, що враховує форму зуба, знаходиться за табл. 6.2 літ. 1;
- Коефіцієнт, що враховує нахил зуба.
Порівнюємо отримане значення напруги з допускаються напругою при розрахунку на згин зубів колеса: .
Визначимо діаметри ділильних кіл шестірні й колеса відповідно.
, ,
де - Модуль зубчастих коліс;
- Кут нахилу зуба;
Перевірка
Обчислимо діаметри кіл вершин зубів і западин зубів ; ; ; .
Визначимо сили, що діють на вали зубчастих коліс.
Окружну силу на середньому знаходимо за формулою:
Н,
Осьова сила на шестерні:
Н,
Радіальна сила на шестерні:
Н

6. Визначення діаметрів валів

Визначимо діаметр швидкохідного валу шестерні: , Де - Момент на швидкохідному валу. Приймемо . Порівняємо цей діаметр з діаметром валу електродвигуна, при цьому має виконуватися умова - Умова виконується.
Визначимо діаметр посадочної поверхні підшипника: . Приймемо d _к = 30мм. Діаметр валу під колесо . Розрахуємо діаметр буртика для упору підшипника: . Приймемо d _бк = 32мм.
Визначимо діаметри проміжного валу: , Де Т ₂ - момент на проміжному валу. Приймемо d _к = 35 мм . Для знайденого діаметра валу вибираємо значення: - Приблизна висота буртика, - Максимальний радіус фаски підшипника, - Розмір фасок валу. Діаметр валу під колесо . Приймемо діаметр d _к = 38. Діаметр буртика для упору колеса . Приймаються d _бк = 42мм.
Визначимо діаметр тихохідного валу: , Де - Момент на тихохідному валу. Приймемо . Для знайденого діаметра валу вибираємо значення: - Приблизна висота буртика, - Максимальний радіус фаски підшипника, - Розмір фасок валу. Визначимо діаметр посадочної поверхні підшипника: . Оскільки стандартні підшипники мають посадковий діаметр, кратний -Ти, то приймаємо . Розрахуємо діаметр буртика для упору підшипника: . Нехай .

7. Вибір і перевірка підшипників кочення за динамічної вантажопідйомності
Для тихохідного вала редуктора виберемо роликопідшипники конічні однорядні середньої серії . Для нього маємо: - Діаметр внутрішнього кільця, - Діаметр зовнішнього кільця, - Ширина підшипника, - Динамічна вантажопідйомність, - Статична вантажопідйомність, - Гранична частота обертання при пластичної мастилі. На підшипник діють: - Осьова сила, - Радіальна сила. Частота обертів . Необхідний ресурс роботи , , Y = 1.6 при F _a / VF _r> e..
Знайдемо: - Коефіцієнт безпеки; - Температурний коефіцієнт; - Коефіцієнт обертання.
Визначаємо радіальні сили діють у підшипниках:

Визначаємо мінімальні осьові навантаження для підшипників:

Визначаємо осьові реакції в опорах:
Приймаємо, що F _а1 = S ₁ = 114.5 Н, тоді з умови рівноваги , Що більше, ніж S _2. Отже, сили знайдені правильно.
Визначаємо еквівалентну навантаження для 1 ^ої опори: . Отже, X = 1, Y = 0.
Звідси
Визначаємо еквівалентну навантаження для 2 ^ий опори:

Визначаємо значення коефіцієнта радіальної динамічного навантаження і коефіцієнта осьової динамічного навантаження .
Визначаємо еквівалентну радіальну динамічне навантаження .
Розрахуємо ресурс прийнятих підшипників, (розрахунок виконується по 2 ^ий більш навантаженої опори): , Або , Що задовольняє вимогам.
Підбираємо підшипник на швидкохідному валу: Підшипник роликовий радіально-упорний N7306A, С = 52800 кН, С ₀ = 39000 кН, N _прж = 7500, N _прп = 5600,
d = 30 мм, D = 72 мм, B = 20.75 мм
Підбираємо підшипник на проміжному валу: Підшипник роликовий радіально-упорний N7307A, С = 68000 кН, С ₀ = 50000 кН, N _прж = 6700, N _прп = 5000,
d = 35 мм, D = 80 мм, B = 22.75 мм

8. Перевірочний розрахунок найбільш навантаженого валу на втомну міцність і жорсткість

Проведемо розрахунок тихохідного валу.

C

A

B

Діючі сили: - Окружна, - Осьова, - Радіальна.
, ,

Визначаємо розрахунковий коефіцієнт запасу міцності S в небезпечному перерізі і порівнюємо його з допускаються значенням (1,3 ... .2.1)

Де коефіцієнти запасу по нормальних і дотичних напруженнях, амплітуди напружень циклу, ефективні коефіцієнти концентрацій напруг, межі витривалості гладких зразків.

9. Вибір і розрахунок шпонкових з'єднань

Розрахунок шпонкових з'єднань полягає у перевірці умови міцності матеріалу шпонки на зминання.
1. З'єднання швидкохідного вала з шкіфом. Маємо: - Крутний момент на валу, - Діаметр валу, - Її ширина, - Висота шпонки, - Глибина паза валу, - Глибина паза маточини, - Допустиме напруження на зминання, - Межа текучості.
Визначаємо робочу довжину шпонки:
. Приймаються l _р = 7 мм.
Умова міцності:
Визначення довжини шпонки: . Приймаються l _ш = 21 мм
Приймаються шпонку:
2. З'єднання проміжного вала із зубчастим колесом. Маємо: - Крутний момент на валу, - Діаметр валу, - Її ширина, - Висота шпонки, - Глибина паза валу, - Глибина паза маточини, - Допустиме напруження на зминання, - Межа текучості.
Визначаємо робочу довжину шпонки:
. Приймаються l _р = 13 мм.
Умова міцності:
Визначення довжини шпонки: . Приймаються l _ш = 30 мм
Приймаються шпонку:
3. З'єднання тихохідного валу і приводного валу з муфтою. Беремо шпонку:
4. З'єднання тихохідного і зубчастого колеса. Маємо: - Крутний момент на валу, - Діаметр валу, - Її ширина, - Висота шпонки, - Глибина паза валу, - Глибина паза маточини, - Допустиме напруження на зминання, - Межа текучості.
Визначаємо робочу довжину шпонки:
. Приймаються l _р = 34 мм.
Умова міцності:
Визначення довжини шпонки: . Приймаються l _ш = 50 мм
Приймаються шпонку:

10. Література

1. П.Ф. Дунаєв О.П. Льоліком, "Конструювання вузлів і деталей машин", Москва, "Вища школа", 1985 р.
2. Д.М. Решетов "Деталі машин", Москва, "Машинобудування", 1989 р.
3. Р.І. Гжіров "Короткий довідник конструктора", "Машинобудування", Ленінград, 1983 р.
4. Атлас конструкцій "Деталі машин", Москва, "Машинобудування", 1980 р.
5. Л.Я. Перель, А.А. Філатов Довідник "Підшипники кочення", Москва, "Машинобудування", 1992 р.
6. А.В. Буланже, Н.В. Палочкін, Л.Д. Часовник Методичні вказівки з розрахунку зубчастих передач редукторів і коробок швидкостей по курсу "Деталі машин", частина 1, Москва, МГТУ ім. Н.Е. Баумана, 1980 р.
7. В.Н. Іванов, В.С. Баринова "Вибір і розрахунки підшипників кочення", методичні вказівки по курсовому проектуванню, Москва, МГТУ ім. Н.Е. Баумана, 1981 р.